基于虛擬樣機的提花機運動學動力學分析

胡朝斌，丁逸飛，章泳健，黃 鵬

HU Chao-bin1, DING Yi-fei1, ZHANG Yong-jian1, HUANG Peng2

（1.常熟理工學院 機械工程學院，常熟 215500；2.東南大學 機械工程學院，南京 211189）

0 引言

我國是紡織品生產和出口大國，特別是長三角地區和珠三角地區，是我國紡織工業最發達的兩大區域，紡織工業的發展，帶動了該兩大地區的紡織機械產品的需求和發展。然而，我國的紡織機械產品的自動化程度還相對落后，特別是提花機等高檔機器，還存在生產效率低，工序多，打樣周期長的缺點[1]。針對某廠提花機使用過程中提刀梁軸承使用周期短、傳動軸容易斷裂的缺點，對提花機的機械結構及運動學進行分析，在掌握其現有結構受力特點的基礎上為結構改造提供依據。

1 提花機的傳動結構

電子提花機的傳動系統是整個機器的重要組成部分。此次分析的提花機傳動機構為兩組共軛凸輪，分別將凸輪軸的運動傳遞到與內、外兩個軸相連的擺臂上，通過擺臂帶動提刀架上下運動，通過提刀升降帶動與之相連的選針器上的提針按照預定要求作升降運動，從而形成開口運動，提針下方由彈簧拉住[2]。其結構如圖1所示，圖中從動提刀架6和提刀架7原本有對稱兩個，圖中簡化一個。

該設備運動過程中主動軸容易斷裂。為提高設計質量，要對提花機的運動進行運動學和動力學分析。

2 提花機運動學、動力學分析

在Pro/E中建立提花機的虛擬樣機模型，并根據零件的本身特性進行參數化設計，在零件設計的基礎上按照零件間實際的配合關系在裝配環境中定義零件的連接運動副關系。電子提花機傳動系統運動學分析是以凸輪、連桿機構為主要研究對象。擺臂與連桿間的連接定義為轉動副，連桿與提刀臂的連接一側用轉動副、一側用圓柱副。拉桿與固定座之間用轉動副，與擺臂之間用圓柱副。組成如圖2所示的運動學模型，運動輸入為凸輪軸的恒定轉速500r/min。

圖1 提花機傳動結構

圖2 提花機運動學模型

提花機運動學分析的主要任務是根據確定的機構尺寸及原動件的運動規律，得出構件的角位移、角速度和角加速度及機構上主要點的位移、速度、加速度以了解機構的運動性能。圖3是在Pro/E中對提花機進行運動學分析所得的部分運動學參數。其中提刀臂Y向位移對提花機動力學分析的負載有影響，因為負載是由拉刀彈簧施加，彈簧位移與提刀臂位移相同。

提刀臂沿Y向的位移分量如圖3所示，峰值位移為103.216mm。

圖3 提花機Y向位移曲線（位移單位mm）

從分析情況看提刀Y方向位移在許可范圍內。

由于NX采用業界權威的ADAMS內核來進行動力學分析，并采用接觸來模擬凸輪副之間的運動關系及動力學性能，故提花機的動力學分析采用NX完成。在NX中，接觸有3D接觸和2D接觸兩種，理論上均可用于凸輪的模擬。但在實際應用中發現，采用3D接觸來模擬凸輪副，會出現很嚴重的沖擊，并有明顯的運動變形。所以采用2D接觸來定義凸輪副，如圖4所示。定義2D接觸的曲線使用Pro/E定義，并插入到NX的裝配環境下。

在NX中，運動構件均稱為連桿，將凸輪實體與定義2D接觸的曲線一起定義為連桿，可實現由曲線定義運動，由實體應用運動慣量的目的。

圖4 提花機在NX中的模型

接觸參數的定義對動力學分析的正確性影響非常大，目前采用的參數參考了ADAMS中推薦使用的經典設置，具體參數可如表1所示。

表1 提花機ADAMS模型的接觸參數

動力學計算分簡化模型、詳細模型兩種情況進行計算，簡化模型相對詳細模型忽略了提刀部分的建模，這樣就忽略了提刀的慣量所引起的動載荷。加載通過在模型中設置等效彈簧來進行，通過調整彈簧的定義參數，來模擬提刀上所收的實際載荷。

1）簡化模型

提刀梁上的載荷通過一系列彈簧等效，彈簧力峰值接近2T，當轉速非常小，接近5r/min時，即基本上忽略由轉動慣量產生的動載荷后所得到的扭矩曲線如圖5所示，其穩定峰值為710NM。

圖5 簡化模型凸輪軸扭矩特性

2）詳細模型

當轉速為500r/min時，扭矩曲線如圖11所示，穩定峰值為2374NM，啟動時最大扭矩為4194NM，當加載后，扭矩曲線可如圖6所示。

圖6 詳細扭矩曲線

3 實驗

通過TS20軸式全數字化動態扭矩傳感器實測輸出軸的扭矩。實驗裝置如圖7所示，使用兩組聯軸器，將傳感器安裝在動力設備與負載之間。分別調整動力設備、負載、傳感器的中心高和同軸度，要求小于0.05mm，然后將其固定，并緊固可靠。轉矩轉速傳感器與上位機（計算機）的通信采用RS485，下位機是從機（轉矩轉速傳感器），完成測量后不間斷的向上位機發送測量數據。采集數據如表2所示。

表2 轉矩傳感器測試數據

圖7 扭矩測試原理圖

數據經過MATLAB擬合曲線如圖8所示。從實驗數據來看與NX的運動學分析數據基本吻合。

4 結論

通過基于虛擬樣機的動力學分析和扭矩測試儀的測量，可以看出分析結果和實驗結果基本一致。分析的扭矩和測量的扭矩最大值均在主軸承受能力范圍以內，造成主軸斷裂的主要原因應該是該軸承受的扭矩是一個交變的載荷，容易造成主軸疲勞斷裂。可以考慮在動力源與主軸之間連接一個膜片聯軸器。

圖8 轉矩測試擬合曲線

[1] 金濟民,金柏正,郁元正,張柏春.提花機電子花筒的設計與實現[J].輕工機械,2011(5)：41-43.

[2] 周建軍.一種電子提花機的結構改進與研究[J].機械工程師,2014(4)：266-277.

[3] 程永奇.基于UG的肘桿式伺服壓力機動力學分析方法研究[J]. 制造業信息化,2009(11)：61-63.

[4] 郭靖.風力發電機組軸系扭矩測試系統的研究與應用[D].烏魯木齊：新疆大學,2007.